3720 旋耕滅茬機(jī)總體結(jié)構(gòu)設(shè)計

3720 旋耕滅茬機(jī)總體結(jié)構(gòu)設(shè)計,滅茬,總體,整體,結(jié)構(gòu)設(shè)計 1旋耕滅茬機(jī)總體結(jié)構(gòu)設(shè)計第 1 章 緒 論1.1 旋耕滅茬機(jī)理論和意義旋耕滅茬機(jī)主要來源于農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的需要。我國大部分農(nóng)田由于長時間以來耕作方式單一， 使土壤底部形成了堅硬的犁底層，加之多年不施用農(nóng)家肥，以及大量使用化肥和農(nóng)藥，造成了土壤的污染。致使我國土地的有機(jī)質(zhì)逐年下降，農(nóng)作物減產(chǎn)或產(chǎn)量不穩(wěn)。不利于可持續(xù)農(nóng)業(yè)和生態(tài)農(nóng)業(yè)的發(fā)展。而根茬還田是土壤有機(jī)質(zhì)的主要來源之一，對于調(diào)節(jié)土壤有機(jī)質(zhì)的平衡，改善土壤腐殖質(zhì)的組成狀況和建立良好的農(nóng)業(yè)生態(tài)系統(tǒng)都具有重要的理論和現(xiàn)實意義。機(jī)械旋耕滅茬技術(shù)是對傳統(tǒng)的耕作技術(shù)機(jī)械翻、耙、壓耕作模式的重大改革。它是利用旋耕機(jī)、滅茬機(jī)、聯(lián)合整地機(jī)與其配套的拖拉機(jī)所進(jìn)行的一次性耕地作業(yè)技術(shù)?，F(xiàn)在對于地上秸稈的還田技術(shù)已經(jīng)趨于成熟。但對于根茬，尤其是對玉米根茬的處理,依然是困擾廣大農(nóng)民的一大難題。玉米作為我國主要糧食作物。種植范圍廣，產(chǎn)量大，僅山東省就有近267萬h 。但目前機(jī)械化水平仍然比較低。玉米根茬的莖稈直徑約2226mm,留茬高度約100mm，主根地表下沉深度5060mm，各層的次生根和根須在地表下呈燈籠狀分布。最大橫截面處直徑200250mm。粗大而結(jié)實的根茬位于耕作層中，直接進(jìn)行旋耕碎土作業(yè)時，根茬難以切斷，而且易纏繞旋耕機(jī)刀軸；播種作業(yè)時，開溝器遇根茬易發(fā)生堵塞,嚴(yán)重時無法正常作業(yè)。傳統(tǒng)上為了解決這一問題,大多采用人工刨除的方法將玉米根茬清理出農(nóng)田。這種方式不僅費(fèi)時費(fèi)力，而且嚴(yán)重浪費(fèi)資源。據(jù)資料顯示：玉米根茬干物質(zhì)中有機(jī)質(zhì)含量高達(dá)75 85，養(yǎng)料豐富。其中含氮075、磷060、鉀09。若每公頃還田的根茬干物質(zhì)為1200kg，則相當(dāng)于施含5的優(yōu)質(zhì)農(nóng)家肥195 t。20世紀(jì)80年代末以來。我國農(nóng)機(jī)工作者在引進(jìn)國外農(nóng)業(yè)科研成果的基礎(chǔ)上自主研究開發(fā)出多種類型的秸稈還田機(jī)。這類機(jī)械多利用高速旋轉(zhuǎn)的甩刀逆向切斷莖稈，莖稈不斷撞擊罩板，并多次受到切割破碎，碎莖稈在刀輥上部甩出。玉米秸稈粗而脆，剛度較強(qiáng)，粉碎這類秸稈采用打擊與切割相結(jié)合的方式。目前大多數(shù)玉米秸稈粉碎機(jī)的甩刀都采用斜切式L型，利用滑切作用可以減少3040的切割阻力。對于細(xì)軟的小麥、水稻秸稈，采用有支承切割較好，且刀刃要求鋒利。錘爪式甩刀主要用于大中型粉碎機(jī)具上。據(jù)不完全統(tǒng)計，近10年來全國推廣應(yīng)用的根茬處理復(fù)合作業(yè)機(jī)具有210多種，主要生產(chǎn)地為吉林、河北、黑龍江、山東等省。單一的根茬處理是將大田作物的根茬粉碎后直接均勻混拌于100mm的耕層中，達(dá)到播前整地要求，這種處理也稱滅茬作業(yè)。根茬處理復(fù)合作業(yè)是指在碎茬的同時完成其他作業(yè)要求，如粉碎地上秸稈、深旋耕及播種等。由于復(fù)合作業(yè)能減少拖拉機(jī)對土壤的壓實和動力消耗，因而應(yīng)用更加廣泛?，F(xiàn)有的各種機(jī)具按作業(yè)模式可大致分為滅茬機(jī)、旋耕機(jī)、旋耕滅茬機(jī)、深松旋耕滅茬機(jī)以及聯(lián)合整地機(jī)等。1.2 旋耕滅茬機(jī)現(xiàn)狀我國北方旱作地區(qū)已推廣的玉米秸稈及根茬粉碎還田技術(shù)是將地上秸稈粉碎，再用旋耕機(jī)深旋翻，將碎秸稈和殘茬翻埋到土層中。在破茬作業(yè)中，旋耕機(jī)的深旋翻是為了使土壤能完全掩埋秸稈，但根茬并未完全被切碎，一部分根須與土壤粘附在一起的根茬翻到地表，反而增加了播種作業(yè)的難度。由于碎茬和碎土對刀軸轉(zhuǎn)速、刀片形狀的要求不同，故旋耕滅茬機(jī)具應(yīng)采用雙刀軸旋轉(zhuǎn)作業(yè)。前軸刀片破碎根茬，深度50mm(約為玉米主根地下深度)；后軸刀片旋耕碎土，并對部分根茬2次破碎，深度100120mm。雙刀軸確能滿足茬和土的不同切碎要求但結(jié)構(gòu)相對較為復(fù)雜。正轉(zhuǎn)旋耕滅茬機(jī)由于受到旋轉(zhuǎn)方向及結(jié)構(gòu)的限制，覆蓋性能差。試驗表明：當(dāng)秸稈留茬為300400mm時，正轉(zhuǎn)旋耕滅茬機(jī)作業(yè)后的植被覆蓋率僅為40。這給秸稈還田的新農(nóng)藝帶來了不良影響，致使許多農(nóng)戶放火燒秸，造成大量有機(jī)肥的浪費(fèi)。反轉(zhuǎn)旋耕滅茬機(jī)是近年來投入使用的一種新機(jī)具，其刀輥旋轉(zhuǎn)方向與拖拉機(jī)驅(qū)動輪旋轉(zhuǎn)方向相反，從耕底層將留茬和土壤一起通過刀輥和罩殼間隙拋向后方，經(jīng)擋草柵欄分離后，留茬的絕大部分在柵欄前落地，被擊碎的土塊通過柵欄碰到罩殼后再覆蓋在留茬上，達(dá)到埋茬的目的。同時土塊按上粗下細(xì)的順序依次覆蓋在留茬上，分層顯著，透氣性好，并且不擾亂土層，滿足農(nóng)藝要求。因此今后的旋耕滅茬機(jī)械應(yīng)向雙軸、反轉(zhuǎn)的復(fù)合作業(yè)機(jī)械方向發(fā)展。我國與大中型拖拉機(jī)配套的旋耕滅茬機(jī)保有量有15萬臺，與手扶拖拉機(jī)與小四輪拖拉機(jī)配套的旋耕機(jī)約有200萬臺，旋耕機(jī)在南方水稻生產(chǎn)機(jī)械化應(yīng)用中已占80的比例，北方的水稻生產(chǎn)、蔬菜種植和旱地滅茬整地也廣泛采用了旋耕機(jī)械。近年來，我國北方進(jìn)行種植業(yè)結(jié)構(gòu)調(diào)整，大力推行旱改水，水稻種植面積迅速增加，擴(kuò)大了對旋耕機(jī)械的市場需求。旋耕滅茬機(jī)的發(fā)展至今已有 150 多年的歷史，最初在英、美國家由 3-4kW 內(nèi)燃機(jī)驅(qū)動，主要用于庭園耕作，直到 L 型旋耕刀研制成功后，旋耕機(jī)才進(jìn)入大田作業(yè)。20 世紀(jì)初，日本從歐洲引進(jìn)旱田旋耕機(jī)后，經(jīng)過大量的試驗研究工作，研制出適用3于水田耕作要求的彎刀，解決了刀齒和刀軸的纏草問題，旋耕機(jī)得到了迅速發(fā)展。孟加拉國 2000 年水稻收獲面積為 1070 萬 h 。農(nóng)業(yè)機(jī)械發(fā)展才剛剛起步，目前只有部分灌溉和耕種設(shè)備實現(xiàn)了機(jī)械作業(yè)。考慮其種植方式和耕地大小，對各種型號的旋耕機(jī)需求非常大，其進(jìn)行了自發(fā)研究但在很大層度上不能滿足國內(nèi)的需求。旋耕滅茬機(jī)可與 3340.4kw(4550 馬力)級各型號拖拉機(jī)配套。在一臺主機(jī)上只需拆裝少量零部件，就能進(jìn)行旋耕、滅茬、條播、化肥深施等多種農(nóng)田作業(yè)。該機(jī)具主要適用于埋青、秸桿還田式在大中型聯(lián)合收割機(jī)作業(yè)后的稻麥高留茬的田塊上進(jìn)行反轉(zhuǎn)滅茬、正轉(zhuǎn)旋耕、三麥條播、與半精量播種、化肥深施等多種農(nóng)田作業(yè)。我在本設(shè)計中研究旋耕機(jī)的主要內(nèi)容：(1) 參與總體方案設(shè)計，繪制滅茬機(jī)工作總圖,設(shè)計左右支臂、第二動力軸及有關(guān)軸承座等。(2) 拖拉機(jī)佩帶旋耕機(jī)滅茬機(jī)作業(yè),使用 13 檔前進(jìn)速度，其中旋耕機(jī)滅茬時使用 12 檔，旋耕時使用 3 檔；(3) 刀棍轉(zhuǎn)速:正轉(zhuǎn) :200r/min 左右(旋耕) 400500r/min (破垡)反轉(zhuǎn) :200r/min 左右(埋青 滅茬)(4) 最大設(shè)計耕深 14cm，根據(jù)同類旋耕機(jī)類比，設(shè)計寬幅為 1.61.7m 。本課題擬解決的問題是通過改進(jìn)設(shè)計，增加刀輥軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向。在工作時，通過適當(dāng)?shù)牟鹦逗透难b，就可實現(xiàn)不同功能的作業(yè)，以達(dá)到一機(jī)多能的目的。當(dāng)需要旋耕時，采用 200r/min 左右的正旋作業(yè)；當(dāng)需要破垡和水田耕整時，采用 500r/min 左右的正旋作業(yè)；當(dāng)需要埋青和滅茬時，采用 200r/min 左右的反旋作業(yè)；本課題的實現(xiàn)解決了現(xiàn)有旋耕機(jī)只能旋耕不能滅茬而滅茬機(jī)又只能滅茬不能旋耕的問題。4第 2 章 旋耕滅茬機(jī)總體方案的確定2.1 旋耕滅茬機(jī)總體傳動方案的擬定旋耕滅薦機(jī)狀態(tài)動力為 36.75KW(約 50 馬力) ，動力由拖拉機(jī)動力輸出，軸經(jīng)一對圓錐齒輪和側(cè)邊圓柱齒輪帶動。設(shè)計的旋耕滅茬方案滿足如下性能、性質(zhì)參數(shù)要求如下：刀軸轉(zhuǎn)速：正轉(zhuǎn)：200r/min 左右（旋耕） 500r/min 左右（破垡）反轉(zhuǎn)：200 r/min 左右（埋青 滅茬）設(shè)計耕深 14cm（最大設(shè)計耕深）工作幅寬 1.6m技術(shù)： （1）旋耕滅茬機(jī)與拖拉機(jī)采用三點(diǎn)懸掛聯(lián)接，作業(yè)時萬向傳動軸偏置角度不得大于 15，田間過埂刀端離地高度 150250mm，此時萬向傳動軸角度不得大于30。切斷動力后，旋耕滅茬機(jī)最大提升高度達(dá)刀端離地 250mm 以上。（2）要求旋耕、滅茬作業(yè)能覆蓋拖拉機(jī)輪轍，當(dāng)幅寬小于拖拉機(jī)輪距外緣時，可采用偏配置。（3）要求結(jié)構(gòu)簡單可靠，保證各項性能指標(biāo)。（4）設(shè)計時考慮加工工藝性和裝配工藝性，盡量使用標(biāo)準(zhǔn)件、通用件，以降低制造成本。2.2 旋耕滅茬機(jī)總傳動方案的選擇為了使設(shè)計的施耕機(jī)既能滿足多項指標(biāo)，又能結(jié)構(gòu)合理，造價低，在市場上具有一定的先進(jìn)性為此擬定二套方案對此進(jìn)行分析：方案 15圖 2.1 傳動方案一正轉(zhuǎn)動力由拖拉機(jī)動力輸出軸經(jīng)一對圓錐齒和一組四級齒輪帶動刀軸旋耕，此種方案的工作特色：最后一級動力由中間齒輪傳動，兩邊由側(cè)板支撐，高低檔轉(zhuǎn)速通過撥擋實現(xiàn)，正反轉(zhuǎn)通過調(diào)整圓錐齒輪的嚙合方向來實現(xiàn)。 （此方法的對稱性較好，剛性高，強(qiáng)度高。但在中間齒輪的底下會出現(xiàn)漏耕土壤的現(xiàn)象，需要增加一個部件才能解決此現(xiàn)象）采用拔檔變速，操作較為方便，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，造價高。 （見圖 2.1 圖 2.2）圖 2.2 傳動方案一反轉(zhuǎn)6方案 2圖 2.3 傳動方案二正轉(zhuǎn)圖 2.4 傳動方案二反轉(zhuǎn)動力從拖拉機(jī)輸出軸輸出，經(jīng)一對圓錐齒輪和一組圓柱齒輪傳動帶動刀軸旋耕，第二軸到刀軸的傳動用側(cè)邊齒輪來實現(xiàn)，正反轉(zhuǎn)的實現(xiàn)通過調(diào)整圓錐齒輪的嚙合方向，高低速的實現(xiàn)通過對調(diào)側(cè)齒輪箱的高低速齒輪方向，圖 2.3 為正轉(zhuǎn)，圖 2.4 為反轉(zhuǎn)。2.3 方案對比分析7方案 1、兩端平衡，受力勻稱，剛性好，但在中間齒輪的底下出現(xiàn)漏耕土壤，需增設(shè)其它部件以耕除漏耕土壤，采用撥擋變速，操作較好方便，但結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，造價高。方案 2、采用側(cè)邊傳動，平衡性較差，一般用偏置，剛性較差，但無需要加漏耕裝置，結(jié)構(gòu)簡單，通過拆下側(cè)邊齒輪，然后調(diào)頭安裝以達(dá)到變速的目的，簡單，操作不是很方便，農(nóng)機(jī)機(jī)械不是交通工具，需要經(jīng)常變速和換向。農(nóng)機(jī)機(jī)械的使用常常一季節(jié)只使用一個作業(yè)項目，不需要經(jīng)常拆裝。方案 2 比方案 1 結(jié)構(gòu)簡單、造價低，方案 2 更切合實際的需要，所以方案 2 為選用方案。2.4 本章小結(jié)本章主要對旋耕滅茬機(jī)的傳動方案進(jìn)行設(shè)計，對其在滿足使用功能的前提下考慮經(jīng)濟(jì)性最終確定方案，提供了理論依據(jù)，確保了下一步 過程的順利，使我們能夠更好的設(shè)計傳動部件。8第 3 章 旋耕滅茬機(jī)總體運(yùn)動計算3.1 旋耕滅茬機(jī)總體傳動組成由農(nóng)用機(jī)提供動力源通過軸傳遞，再經(jīng)直齒錐齒輪 Z1 、Z 2 改變運(yùn)動方向，再由軸的傳遞至側(cè)箱體中，由 Z3、Z 4 、Z 5 傳遞到齒輪 Z6 再由軸帶動刀具實現(xiàn)旋耕、滅茬功能。其中 Z3 采用較小的齒數(shù)，為了減小側(cè)齒輪外徑尺寸，以盡可能增加齒刀的耕作深度。隋輪齒數(shù) Z4、Z 5 的齒數(shù)待總體結(jié)構(gòu)尺寸確定后再定，任務(wù)書要求，按照方案 2的傳動路線，故萬向節(jié)計算傳動比，分配和各軸的軌跡，參數(shù)如表 3.1、3.2 所示。表 3.1 齒數(shù)、轉(zhuǎn)速與傳動比軸次 軸 軸 軸 軸 軸Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6齒數(shù)14 30 15 暫不定 暫不定 22傳動比 2.14 1.47總傳動比 3.15轉(zhuǎn)速 r/min 734 343 233表 3.2 齒數(shù)、轉(zhuǎn)速與傳動比軸次 軸 軸 軸 軸 軸Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6齒數(shù) 14 30 22 暫不定 暫不定 15傳動比 2.14 0.68總傳動比 1.46轉(zhuǎn)速 r/min 734 343 5043.2 旋耕滅茬機(jī)總體動力計算9旋耕滅茬機(jī)在動轉(zhuǎn)、旋耕和反轉(zhuǎn)滅茬時，消耗功率最大，而在水田作業(yè)和存垡作業(yè)時消耗的功率較小，也就是說，設(shè)在低速檔作業(yè)時，消耗的功能較大，在高速當(dāng)時，消耗的功率較小，因此，動力計算只需要對低速傳動計算，正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)都是低速運(yùn)動路線傳動比一樣，不同的只是方向相反，故我只按其中一種情況進(jìn)行計算。各傳動副效率圓錐齒輪傳動 1=0.96圓柱齒輪 2=0.96滾柱軸承 3=0.98球軸承 4=0.99萬向節(jié) 5=0.963.3 旋耕滅茬機(jī)總體動力分配拖拉機(jī)動力輸出軸的額定輸出功率：根據(jù)有關(guān)資料和經(jīng)驗估算，其額定輸出功率為：P 額 =0.8 N 發(fā) （3.1）=29.40KWn=734r/min第一軸及小錐齒輪 Z 的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩：P1= KW （3.2）6.279.0842n1=734 r/minT1=9.55106 （3.3）1PNmm560.374.205.9PZ1= KW98.31nZ1=734r/minTZ1= Nmm6531 103.06. 大錐齒輪 Z2 的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為：10Pz2=Pz1 KW （3.4）5.269.0172nz2= min/r3421zTZ2= N mm （3.5）5625 109.75.0.90.9 ZN第二軸的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為：p =PZ2 KW （3.6）02.63n=nZ2 =343r/minT =9.55 N mm （3.7）56z6 104.73.15.9P10第二軸 Z3 齒輪功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為：PZ3= p =26.02KWnZ3=n =343r/minTZ3=T =7.24106 N mm第軸 Z4 齒輪功率PZ4= KW96.24.0263Z第軸（惰輪軸）不傳遞扭矩，故不校核：第軸 Z5齒輪功率PZ5=PZ4 98.236.09824第軸（惰輪軸）的傳遞扭矩，故不校核刀軸 Z6齒輪功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為：PZ6=P Z5 （3.8）KW79.26.098.234 min/636rZnZ11Nmm5666 103.927.105.9105.9ZPTZ（3.9）刀軸的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為：KW79.26zPmin/3rnzDT Nmm5610.z表 3.3 各軸扭矩、轉(zhuǎn)速、功率軸次 動力 軸 軸 軸 軸 刀軸輸出軸軸 Z1 軸 Z2 Z3 Z4 Z5 軸 Z6P 功率（KW）29.4 27.66 27.1 26.02 26.55 26.02 24.98 23.98 22.79 22.79N 轉(zhuǎn)速（r/min）734 734 734 343 343 343 233 233T 扭矩(Nmn）3.61053.531057.241057.391057.241057.51059.51053.4 本章小結(jié)本章主要根據(jù)功能要求，計算總動力輸入，計算總傳動比及合理分配各級傳動比 。進(jìn)一步通過計算分配各軸功率。計算個軸扭矩和轉(zhuǎn)速。為設(shè)計各主要傳動部件提供理論。12第 4 章主要零件的強(qiáng)度校核4.1 直齒圓柱齒輪的強(qiáng)度計算4.1.1 直齒圓柱齒輪的材料、精度和齒數(shù)選擇根據(jù)同類型結(jié)構(gòu)，大小齒輪構(gòu)造選用 20CrMnTi 表面滲碳后淬火，硬度選用5662HRC 齒輪精度用 8 級，輪齒表面粗糙度為 Ra1.6硬齒面閉式傳動，失效形式為點(diǎn)蝕Z3=15 Z4=23i= 53.1234Z（4.1）4.1.2 直齒圓柱齒輪的主要強(qiáng)度的計算設(shè)計準(zhǔn)則：按齒輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核；按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計；（4.2）3112dHEt KTZd（4.3）mNnPT 5661 04.73.05.905.9選取材料的接觸疲勞極限應(yīng)力為：MaHlim1MPaH1lim2選取材料的彎曲勞極限應(yīng)力為：PF450li1 F450li2應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N（4.5）71 1.88346atn13計算得53.1i80dMPaZE.952HmNT104.7則 （4.6）72 1063.5.8N接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1=1 ZN2=1彎曲疲勞壽命系數(shù) YN1=YN2=1查得接觸疲勞安全系數(shù) SHmin=1, 彎曲疲勞安全系數(shù) SHmin=1.4,又 YST=2.0,試選Kt=1.3;求許用接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力；MPa （4.7）1364.501minl1 NHZSMPa （4.8）.2inl2MPa （4.9）6431.4501minl1 NFSTYMPa （4.10）.22inl2FST32311 53.18.01649.85dHEt KZd（4.11）mm9.2（4.12）smndV67.1034160114smVZ25.0167.510?。篕V=1.03KA=1.35，1.（4.13）70.1035KVAH修正mm （4.14）.9.13.71tdmm （4.15）78.650Zm取得標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m=7mm；因為要確保耕深，提高承載能力所以選擇了 15 齒，而為加工不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)為 17，我選擇小齒輪齒數(shù)為 15，小于最小根切數(shù)，因而 15 齒的齒輪加工時一定會產(chǎn)生根切，所以小齒輪要用變位齒輪（正變位） 。4.1.3 第一對直齒圓柱齒輪的主要參數(shù)的計算查表 12.7 得 總變位 X=0.80mm根據(jù)類比得 X3=0.28mm X4=0.52mm分度圓直徑 mm10573mZdmm624壓力角 0嚙合角 sintasin2143ZX97.0中心距變動系數(shù) cos243y1937.0156.015中心距 mm812.3yma齒高變動系數(shù) mm684.00X齒數(shù)比 5.134Z節(jié)圓直徑 mm5.13.22 admm9760.34齒頂高 mm.8myxhamm95.4齒根高 mm79.633xcfmm1.4fh全齒高 mm.533famm0644齒頂圓直徑 mm7.1233aahdmm9844齒根圓直徑 mm.33ffmm7150244ffhd公法線長度 mm mm8.3kw41.56kw跨測齒數(shù) k3=2 k4=3固定弦齒厚 mm mm97.10xS0.2xS固定弦齒高 mmm63h764h第個支持圓柱齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖 4.1 所示。16圖 4.1 直齒圓柱齒輪結(jié)構(gòu)圖4.1.4 第二對直齒圓柱齒輪的主要參數(shù)的計算由參考文獻(xiàn)5表 12.7 得 總變位 X=0.87mm根據(jù)類比得 X5=X4=0.52mm X6=0.35mm分度圓直徑 mm17235mZdmm546壓力角 0嚙合角 sinta2sin65ZX8.0中心距變動系數(shù) 1cos265y8.03126.0中心距 mm3.5yma17齒高變動系數(shù) mm74.0126.87.0yX齒數(shù)比 9356Z節(jié)圓直徑 mm.12admm56.46.056齒頂高 mm8.3myxha齒根高 mm33cf全齒高 mm16.566fa齒頂圓直徑 mm722ahd齒根圓直徑 mm40.66ff公法線長度 mm 49.5kw跨測齒數(shù) k 6=3 固定弦齒厚 mm 28.1xS固定弦齒高 mm 6h4.1.5 錐齒輪的參數(shù)計算由參考文獻(xiàn)5表 5.1 查得 45 鋼硬度為 217255HBS，取硬度為225255HBS。大齒輪選用 45 鋼調(diào)制處理。硬度為 162217HBS，取 190217HBS 。齒輪精度等級為 7 級。按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算（由參考文獻(xiàn)5公式 5.54）d mm （4.16）13 22)()5.0(4HERRZuKT式中 =9.55 N.m =360N.mT27346.92nP初選載荷系數(shù) =1.65tK18節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)： = HZ5.20sin2cosinco2（4.17）（由文獻(xiàn)5表 5.5）得，彈性系數(shù) MPa8.19EZ取齒寬系數(shù) 3.0R文獻(xiàn)5圖 5.16 得：MPa， MPa571limH52limH由文獻(xiàn)5式 5.28 得： = = 0.9575MPa=517.5MPa （4.18）P11li0.9 = =0.9550MPa=495MPa （4.19）2H2limHd mm （4.20）1 321)5.0(7PRRuKT3 2495)3.0(4.26124.5mm=i=2.14齒輪數(shù)取 =14;1Z=2Z1=2.1414=29.96取 =302實際傳動比 和理論值相同。14./3012 Zim= 124.5/14=8.8 (4.21)1Zd取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m=919=914=126mm (4.22)1mzdmm270392由文獻(xiàn)5表 5.3 得使用系數(shù) =1.00AK由文獻(xiàn)5圖 5.4 得動載系數(shù) =1.00V= = mm （4.23）R212Zm98.14302mm 取 45mm6./98.4b計算錐齒輪的分度圓錐角：(4.24)019.2534arctnarct211 Z 8.609.52齒頂圓直徑 ， ： 1ad= (4.25)1ad1cos2ah= 126+219 02.5=142.31mm(4.26)2ad2cosah=270+219 13.69=277.61mm齒根圓直徑 ， ：1fd2f= (4.27)1fd1cos2fh=126-2（1+0.2）9 02.5cos=106.43mm= (4.28)2fd2cosfh=2702（1+0.2）9 13.69cos20=262.31mm齒頂角的計算 ， ：1a2= (4.29)1a 45.397.18arctnrtRh= =12齒根角 ，1f2f= = (4.30)1f 97.148)0(arctnarct Rhf 15.= =1f2f頂錐角 ，1a2= + (4.31)1a1a=(25.01+3.45)=28.4669= +2a2a=（64.98+4.15）=69.13小齒輪圓中點(diǎn)分度圓直徑 1md= （1-0.5b/R） (4.32)1=126（1-0.545/148.97）=143.7mm運(yùn)算圓周速度 mv= (4.33)mv106nd= 734.=5.5m/s由表選擇 7 級精度合宜校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度21(4.34)MPaYmzFR52211F).0(bKT359當(dāng)量齒數(shù) ,1VZ2計算錐齒輪的速度系數(shù)Z = = =15.45 (4.35)1V1cos0.254Z = = =90.92V23.69由 Z 和 Z 查 5表 12.8 得： 1V2=4.051FaY=3.852由文獻(xiàn) 6圖 5.14 外齒輪齒形系數(shù)：Z 90，所以 =1.05 =1.054.05=4.25，1V1FaY1FaYZ 90，所以 =1.10 =1.103.85=4.24222由文獻(xiàn) 6圖 5.18b 齒根疲勞彎曲極限：=230MPa，1limF=210MPa2li由文獻(xiàn) 6式 5.31： =1.14 =1.4230=322MPa （4.36）1PF1limF =1.4 =1.4210=294MPa （4.37）22li= MPa (4.38)1F FPRYz5221).0(bKT359= 25.43.04796.2）（=242.32 安全1F22= (4.39)2F1PFS2Y=242.324.24/4.25=241.75 安全2F錐齒輪主要參數(shù)：傳動比 i=2.14齒數(shù) Z =14 Z =3012分度圓直徑 =126mm =270mmdd齒型系數(shù) h *a=1 c =0.2 =20*錐距= = mm (4.40)R212Zm98.14302圖 4.2 大錐齒輪結(jié)構(gòu)圖4.2 軸的選擇及計算4.2.1 第 II 軸的設(shè)計及校核231.估算軸的基本直徑選用 45 鋼調(diào)制處理，估計直徑 d100 由參考文獻(xiàn)5表 11.11 表查得=650MPa ,表 11.3，C=118bd =118 =39.56mm (4.41)3nPC37426.52.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計表 4.1 初定各軸段直徑位置 軸直徑/mm說明螺帽處 39 為滿足定位與安裝,取標(biāo)準(zhǔn)螺帽 39mm,兩端相同齒輪處 45 考慮齒輪從右端裝入，齒輪孔徑應(yīng)稍大于軸承，并為標(biāo)準(zhǔn)直徑軸承處 50 因軸承需要承受徑向力及軸向力，軸承內(nèi)徑應(yīng)稍大于油封處軸徑，并符合滾動軸承標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)徑，故取軸徑為 50,選用圓柱滾子軸承傳動軸處55 此段軸是軸承的定位作用，應(yīng)略大于軸承段軸直徑所以取 55表 4.2 確定各軸段長度位置 軸段長度/mm 說明螺帽處 18 此段軸應(yīng)長于標(biāo)準(zhǔn)螺帽的長度切不能與端蓋接觸故取 18mm 兩端相同齒輪處 47 此段軸長度包括兩個部分：齒輪寬度和定位的套筒故取 47mm軸承處 30 考慮到箱體制造誤差、裝配方式等方面該段軸長為 30mm 兩端相同傳遞力處 1681 中間軸上有大錐齒輪、花鍵軸和軸環(huán)，總長為 1681mm全軸長 1833 （18+47+30+1681+30+18）mm=1833mm（3）傳動零件的軸向固定，齒輪處采用 A 型普通平鍵，齒輪處鍵A1230GB/T1096-2003。（4）其它尺寸 為加工方便，并參照型軸承的安裝尺寸，軸上過渡圓角半徑全部取 r=1mm；軸端倒角為 C23 軸的受力分析24（1）求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T= Nmm (4.42)5625 1039.745.210.910.9 ZNP(2)求軸上的作用力齒輪的切向力N (4.43)640270.85139d2Fm1 Tt(4.44).332t齒輪上徑向力N (4.45)7.50192tan.1790tanF1r 齒輪上的軸向力=13790.5/cos2012958.83N (4.46)cos/tn(3)各點(diǎn)受彎矩 HM30240.75N (4.47)5.3091LFAB1rHB153100.85N (4.48)5.7CDr2C=644030.5+ 740-13790.5770.5=0BBVAB1-LFtt VCF=14093.5NVCF同理以 C 點(diǎn)為支點(diǎn)=6137.0NB由圖可知T=7.24 Nmm510（4）按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度由圖可知截面 B 的彎矩、轉(zhuǎn)矩皆為最大，且相對尺寸較小，所以是危險截面，應(yīng)與校核 。截面 B 的當(dāng)量彎矩為Nmm 352322 102.4710.76108T)(M ）（）（e(4.49)25由5圖 11.4 查得，對于 45 號鋼 MPa，其中 MPa,故按570b65w1（11-3）得MPa=35.78MPa MPa (4.50)733ee501.240.dBMw1因此，軸的強(qiáng)度夠 TT圖 4.3 傳動軸的強(qiáng)度計算圖 4.4 傳動軸結(jié)構(gòu)圖4.2.2 第 IV 根軸的設(shè)計及校核1 估算軸的基本直徑26選用 45 鋼，調(diào)制處理，估計值徑 d100mm 由5表查的 =650MPa,查5表b11-3，C=118d =118 =39.56mm (4.51)3nPC3742.62 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計表 4.3 初定各軸段直徑位置 軸直徑 說明軸承處 60 因軸承需要承受徑向力及軸向力，軸承內(nèi)徑應(yīng)稍大于油封處軸徑，并符合滾動軸承標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)徑，故取軸徑為 60 選用圓柱滾子軸承，初定軸承型號為 32212，兩端相同螺帽處 39 為滿足定位與安裝取標(biāo)準(zhǔn)螺帽 39mm 兩端相同齒輪處 55 考慮齒輪從右端裝入，齒輪孔徑應(yīng)稍大于軸承， 并為標(biāo)準(zhǔn)直徑端蓋處 65 起到密封工作部分，為固定軸承應(yīng)稍大于軸承處直徑故選擇 65mm兩端相同裝刀處 75 由于該處刀為安裝式，所以要保證軸的強(qiáng)度，選擇 75mm左軸承軸肩處65 為便于軸承拆卸，軸肩高度不能過高，按 32212 型軸承安裝尺寸表 4.4 確定各軸段長度位置 軸段長度/mm說明螺帽處 21 此段軸應(yīng)長于標(biāo)準(zhǔn)螺帽的長度切不能與端蓋接觸故取 21mm 兩端相同齒輪處 42 此段軸長度包括兩個部分：齒輪寬度和定位的套筒故取 42mm軸承處 30 考慮到箱體制造誤差、裝配方式等方面該段軸長為 30mm 兩端相同軸承端蓋處32 為方便零件的拆裝及內(nèi)部的尺寸，故該段長度為 32mm安裝犁刀處1650 由于要預(yù)留左邊的零件安裝尺寸，所以該段長度為 1650mm軸端擋蓋處8 由于要進(jìn)行密封所以該段為固定擋蓋，故該段長度為 8mm27全軸長 1833 （21+42+30+32+1650+9+8+20+30+21）mm=1833（3）傳動零件的軸向固定 齒輪處采用 A 型普通平鍵，齒輪處鍵A1230GB/T1096-2003。（4）其它尺寸為加工方便，并參照 32212 型軸承的安裝尺寸5，軸上過渡圓角半徑全部取 r=1mm；軸端倒角為 C2。3 軸的受力分析（1）求軸的傳遞的轉(zhuǎn)矩由（3.9）得Nmm （4.52）566 103.927.105.9105.9ZPT(2)求軸上的作用力 84763.d2F5TtN （4.53）1205.91t齒輪上的徑向力=4396N (4.54)tan78tanF1r=2256N (4.55)309t2r齒輪上的軸向力由于刀在軸上成對稱分布所以取 =0xF（3）確定軸的跨距參看5圖 11-12。并查的 32212 型軸承的 值為 25mm，故左、右軸承的支反力作用點(diǎn)至齒輪力作用點(diǎn)的間距皆為（1/21629+30-25）mm=839mm4 按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度（1）做軸的空間受力簡圖（見圖 4.5b）（2）作水平面受力圖及彎矩 圖（見圖 4.5c）HMN (4.56)20751629834316298F4FrAH =2563N (4.57)977trB28=2075839=1741 Nmm (4.58)839FMAHC310因為 =0xF所以 =1741 NmmCHR310=439646=202 Nmm46Fr1B3（3）做垂直受力圖及彎矩 圖（圖 4.5d）VMN (4.59)145916298047816293FttAV N (4.60)23F74tt NmmAVC 08345Nmm3t1B 162076M（4）做合成彎矩 M 圖（圖 4.5e）Nmm (4.61)323232CVHC 084)(74 ）（Nmm (4.62)B 159105810）（(5) 作轉(zhuǎn)矩 T 圖（4.1f）Nmm5666 3.927.5.9105.9ZPZ(6) 按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度由圖 4.5a、e、f 可見，截面 B 的彎矩、轉(zhuǎn)矩皆為最大，且相對尺寸較小，所以是危險截面，應(yīng)與校核。截面 B 的當(dāng)量彎矩為Nmm352322B 10210.96108T)(M ）（）（e由5表 11 .4 查得，對于 45 號鋼 MPa，其中 MPa,故按5得7b6wMPa=52.15MPa MPa (4.63)733ee51.02.dB 51因此，軸的強(qiáng)度夠。29圖 4.5 刀軸的強(qiáng)度計算通過計算 刀軸結(jié)構(gòu)如圖 4.6 所示圖 4.6 刀軸結(jié)構(gòu)圖在側(cè)邊齒輪箱中的第軸、第軸為惰輪軸不傳遞扭矩，故在軸的設(shè)計計算時無需對其進(jìn)行強(qiáng)度校核。30圖 4.7 中間軸結(jié)構(gòu)圖本設(shè)計對第軸、第軸的尺寸和質(zhì)量均無特殊要求，所以我們對其材料的選擇只要從經(jīng)濟(jì)性和實用性上進(jìn)行考慮，只需選用 45 號鋼，進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理就可以達(dá)到使用時的要求。其基本形狀如圖（圖 4.7）所示；查的 =650MPa ,取 C=120bd =120 =39.8mm (4.64)3nPC37/24取標(biāo)準(zhǔn)直徑的 d=40mm表 4.5 確定各軸段直徑位置 軸直徑/mm說明軸承處 40 由于不傳遞扭矩，所以選用采用深溝球軸承，為方便軸承從右端裝拆，取軸31徑為 40，初定軸承型號為 6308，兩端相同齒輪處 50 考慮齒輪從右端裝入，齒輪孔徑應(yīng)稍大于軸承處直徑，并未標(biāo)準(zhǔn)直徑 表 4.6 確定各軸段長度位置 軸段長度/mm 說明右端軸承處 33 此段軸只有軸承，故該軸段長度為 33mm齒輪處 40 此段部分只有齒輪因此該段軸長為 40mm左端軸承處 25 此段軸只有軸承，股該軸段長度為 25mm全軸總長 98 （25+40+33）mm=98mm（3）傳動零件的周向固定 齒輪處采用 A 型普通平鍵，齒輪處為鍵A1228GB/T1096-2003。（4）其他尺寸 為加工方便，并參照 6308 球軸承的安裝尺寸（見軸承手冊） ，軸上過渡圓半徑全部取 r=1mm；軸端倒角 C2。4.3 軸承的選擇4.3.1 第 II 軸上的軸承壽命計算軸承驗算（1）計算軸承的當(dāng)量動載荷分析軸系可知，軸的安裝方式為兩端固定式，所以，作用在軸上的軸向力由軸的兩端軸承承受，即 785021A由文獻(xiàn)5表 9.4 溫度系數(shù) =1.0tf由文獻(xiàn)5表 9.7 沖擊載荷系數(shù) 5.1d由文獻(xiàn)5表 7.2.16 得 N N80C30C由 查文獻(xiàn)5表 9.6 得 =0.3505.1870CAeRA查文獻(xiàn)5表 9.6 得 軸向系數(shù)， 徑向系數(shù)XY1132由文獻(xiàn)5式 9.10N (4.65)95.146)(11AYRXfPd（2）驗算軸承壽命由文獻(xiàn)5式（9.6）=16000h (4.66)）（ 95.14630760)(n601L3PCfTh4.3.2 第 V 軸上的軸承壽命計算軸承驗算（1）計算軸承的當(dāng)量動載荷分析軸系可知，軸的安裝方式為兩端固定式，所以，作用在軸上的軸向力由軸的兩端軸承承受，即 130421A由文獻(xiàn)5表 9.4 溫度系數(shù) =1.0tf由文獻(xiàn)5表 9.7 沖擊載荷系數(shù) 5.1d由文獻(xiàn)5表 7.2.16 得 N N80C320C由 查文獻(xiàn)5表 9.6 得 =0.46.018340CAeRA查文獻(xiàn)5表 9.6 得 軸向系數(shù)， 徑向系數(shù)XY15.1由文獻(xiàn)5式 9.10N (4.67).3769)(11ARXfPd（2）驗算軸承壽命由文獻(xiàn)6式（9.6）=14272h (4.68)）（ 5.376912060)(n601L3PCfTh在本設(shè)計中, 第軸、第軸上主要承受軸向力,承受扭矩很小,故選擇球軸承即可。根據(jù)軸的外形尺寸、和軸徑要求在手冊選擇 6308 球軸承。334.4 本章小結(jié)本章主要介紹了典型零件軸、齒輪的設(shè)計計算，軸即受到彎矩同時又受到轉(zhuǎn)矩作用，尺寸計算。還對軸進(jìn)行了強(qiáng)度校核，并對齒輪的尺寸進(jìn)行了計算，為今后的設(shè)計提供理論支持34結(jié) 論旋耕滅茬機(jī)總體及側(cè)邊傳動裝置設(shè)計，來源于生產(chǎn)實際。本設(shè)計主要是在普通臥式旋耕機(jī)的基礎(chǔ)上改進(jìn)設(shè)計,使之既能旋耕又能滅茬，以實現(xiàn)一機(jī)多用。設(shè)計的主要內(nèi)容為：總體方案從確定、滅茬狀態(tài)總裝配圖，設(shè)計側(cè)邊或中間齒輪傳動裝置及刀輥軸。通過改進(jìn)設(shè)計，增加刀輥軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向。在工作時，通過適當(dāng)?shù)牟鹦逗透难b，就可實現(xiàn)不同功能的作業(yè)，以達(dá)到一機(jī)多能的目的。旋耕滅茬機(jī)總體及側(cè)邊傳動裝置的設(shè)計解決了現(xiàn)有旋耕機(jī)只能旋耕不能滅茬而滅茬機(jī)又只能滅茬不能旋耕的問題。本設(shè)計的優(yōu)點(diǎn)：實現(xiàn)解決了現(xiàn)有旋耕機(jī)只能旋耕不能滅茬而滅茬機(jī)又只能滅不能旋耕的問題；本機(jī)相對其他選跟滅茬機(jī)來說方便拆卸，而且可用于多種農(nóng)用機(jī)，密封性好；本機(jī)的制造成本較低，更有利于大規(guī)模生產(chǎn)，更加適合推廣。本設(shè)計的缺點(diǎn)：其中萬向節(jié)應(yīng)注意容易損壞，需要經(jīng)常保養(yǎng)。設(shè)計中涉及到機(jī)械制造 、機(jī)械設(shè)計等多方面學(xué)科知識。通過大量的計算闡述了傳動部件結(jié)構(gòu)的可行性和性能特點(diǎn)，在設(shè)計過程中通過大量的文獻(xiàn)資料的閱讀，以大量的理論作為依據(jù)實現(xiàn)了旋耕滅茬機(jī)的總體傳動方案的設(shè)計。由于時間太短在設(shè)計中還有很多問題沒有考慮到，需要在以后的設(shè)計中完善。35參考文獻(xiàn)1中國農(nóng)業(yè)機(jī)械化科學(xué)研究院.農(nóng)業(yè)機(jī)械設(shè)計手冊S.上冊.北京：中國農(nóng)業(yè)科學(xué)技術(shù)出版社，20072中國農(nóng)業(yè)機(jī)械化科學(xué)研究院.農(nóng)業(yè)機(jī)械設(shè)計手冊S.下冊.北京：中國農(nóng)業(yè)科學(xué)技術(shù)出版社，20073山東省農(nóng)業(yè)機(jī)械化研究所岳芹，李艷，李淑近等.機(jī)械旋耕滅茬技術(shù)發(fā)展J.山東：農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程，2007（5）：10.124張欣悅，李連豪，汪春，等.1GSZ-350 型滅茬旋耕聯(lián)合整地機(jī)的設(shè)計與試驗J.黑龍江：農(nóng)業(yè)工程學(xué)報，2009，25(5)：73-775趙偉，張文春，周志立，等.深松旋耕組合作業(yè)機(jī)的研制與試驗研究J.農(nóng)業(yè)工程學(xué)報，2007，23(1) ：125-128 6中國農(nóng)業(yè)機(jī)械化科學(xué)研究院.農(nóng)業(yè)機(jī)械設(shè)計手冊（上）S.北京：中國農(nóng)業(yè)科學(xué)技術(shù)出版社，2007：223-249.297 -299 7趙偉，周志立，牛毅，等.深松與旋耕組合作業(yè)機(jī)具的開發(fā)J.農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報，2007，38(2)： 79-82 8成大先主編.機(jī)械設(shè)計手冊（第四卷第五版）S化學(xué)工業(yè)出版社9大連理工大學(xué)工程畫教教研室.機(jī)械制圖M 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(Hanover, PA) . Potato peeling system .UTZ Quality Foods, Inc. (Hanover, PA),1997,(02)36致 謝值此畢業(yè)設(shè)計完結(jié)之際，我衷心的感謝在此次畢業(yè)設(shè)計當(dāng)中給與我?guī)椭母魑焕蠋熀屯瑢W(xué)，謝謝他們！尤其要感謝的是我的指導(dǎo)老師段成燕老師，是她在整個畢業(yè)設(shè)計過程中對我認(rèn)真的指導(dǎo)，悉心的照顧和熱情的幫助，才使我順利的完成了畢業(yè)設(shè)計。段老師淵博的知識、嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度和誨人不倦的育人精神將使我終生受益，并將在我今后的學(xué)習(xí)和工作中產(chǎn)生深遠(yuǎn)的影響！在我畢業(yè)設(shè)計的每一個階段都凝聚著段老師辛勤的汗水，是她見證了整個畢業(yè)設(shè)計的誕生與成長！在此謹(jǐn)向段老師致以我最崇高的敬意和感謝！還要特別感謝在本次畢業(yè)設(shè)計過程中給予我?guī)椭钠渌蠋?，是他們及時指正我的錯誤和不足之處，才使我在設(shè)計過程中少走了不少彎路。他們的工作精神和工作態(tài)度深深的打動了我！